減速器設計說明書

1、設計題目

帶式運輸機傳動系統中的展開式二級圓柱齒輪減速器

系統簡圖如下圖所示

二、傳動系統的引數設計

a、原始資料：1、滾筒軸功率55千瓦，2、滾筒轉速60轉/分

b、設計條件

1、工作場合：用於某流水作業線上，

2、載荷平穩，連續工作，單項迴轉，

3、壽命8年，雙班工作制工作（每年按300天計）。

4、傳動比總誤差﹤3-5﹪

根據動力源和工作條件，選用y型三相交流非同步電動機。

1）計算電機的輸出功率

已知1、滾筒軸功率55千瓦，2、滾筒轉速60轉/分

通過查《機械設計基礎課程設計》表2-4級傳動的機械效率：v帶傳動；滾動軸承；齒輪傳動；滾子鏈傳動；

電動機所需的功率為：。

由表《機械設計基礎課程設計》20-1機的額定功率為7.5kw

3）推算住宿範圍，由表2-1查得v帶傳動比範圍，滾子鏈傳動比範圍2-6，單機圓柱齒輪傳動比範圍；則電機的轉速可選範圍為

則可選電動機的滿載轉速970r/min 、1440r/min和2900r/min三種作比較。

工作機的轉速：

現將兩種電動機的有關資料進行比較如下表所示

由上表可知方案ⅰ總動比過小，ⅱ和ⅲ方案均可行，為了能合理分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案ⅱ，選定電機型號為y132m-4。

4）選定電動機型號為y132m-4。查表《機械設計基礎課程設計》20-2得電動機外伸軸直徑d=38，外伸軸長度e=80如下圖所示。

1）傳動裝置總傳動比

2）分配各級傳動比

取v帶的傳動比，鏈傳動比則單機圓柱齒輪減速器的傳動比為

所得i3=3.2符合一般直齒圓柱齒輪傳動和單機圓柱齒輪減速器傳動比的常用範圍。

1、各軸的轉速計算

電動機軸為1軸，減速器高速軸為2軸，低速軸為3軸，各軸轉速為

2、各軸輸出功率計算

3、各軸輸入轉矩計算

1、選定高速級齒輪精度等級、材料及齒數。

1）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度足夠。

2）通過查教材《機械設計基礎》和查表《機械設計基礎課程設計》19-1選擇小齒輪的材料為40mnb，調質處理，齒面硬度為241-286hbs，，大齒輪為zg35si，調質處理，硬度為241-269hbs，。

3）選小齒輪齒數為z1=26，則大齒輪齒數z2=i1×z1=26×4.76=123.76，取z2=124，實際傳動比。

2、按齒面接觸強度設計

設計公式

（1）確定公式內的各計數值

1）試選載荷係數k=1.5

2）小齒輪傳遞的轉矩t1=29.5n·m=29500n·mm

3）通過查教材表11-6選取齒寬係數0.8

4）通過查教材表11-4得彈性係數

5）計算接觸疲勞許用應力

通過查教材表11-5，取

（2）計算

1）試計算小齒輪分度圓的最小直徑

2）計算齒寬，取

3）計算模數，取m=2mm

實際直徑

4）驗算彎曲疲勞強度

通過查教材表11-5，取

由圖11-8和11-9查得

，則5）齒輪的圓周速度

對照表11-2可知選用8級精度是合宜的。

高速齒輪各引數如下表所示

1、選定高速級齒輪精度等級、材料及齒數。

1）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度足夠。

2）通過查教材表11-1選擇小齒輪的材料為40mnb，調質處理，齒面硬度為241-286hbs，，大齒輪為zg35si，調質處理，硬度為241-269hbs，。

3）選小齒輪齒數為z1=34，則大齒輪齒數z2=i2×z1=34×3.52=119.68，取z2=120，實際傳動比。

2、按齒面接觸強度設計

設計公式

（1）確定公式內的各計數值

1）試選載荷係數k=1.5

2）小齒輪傳遞的轉矩t2=134.9n·m=134900n·mm

3）通過查教材表11-6選取齒寬係數0.8

4）通過查教材表11-4得彈性係數

5）計算接觸疲勞許用應力

通過查教材表11-5，取

（2）計算

1）試計算小齒輪分度圓的最小直徑

2）計算齒寬，取

3）計算模數，取m=2.5mm

實際直徑

4）驗算彎曲疲勞強度

通過查教材表11-5，取

由圖11-8和11-9查得

，則5）齒輪的圓周速度

對照表11-2可知選用8級精度是合宜的。

低速齒輪各引數如下表所示

根據工作條件，選定軸的材料為45鋼，調質處理。軸的最小直徑計算公式，c的值通過查教材表14-2確定為：c=107。

高速軸因為高速軸最小直徑處安裝聯軸器設乙個鍵槽，因此。

中間軸。

低速軸因為低速軸最小直徑處安裝聯軸器設乙個鍵槽，因此。

減速器草圖如下圖所示

1、高速軸

1）高速軸的直徑的確定

：最小直徑處與電動機相連安裝聯軸器的外伸軸段，因此

：密封處軸段

：滾動軸承軸段滾動軸承選取6009 ：d×d×b=45mm×75mm×16mm

:過渡段

齒輪軸段由於齒輪直徑較小，所以採用齒輪軸結構。

：滾動軸承段，

2）高速軸各段長度的確定

：：由箱體結構，軸承端蓋、裝配關係等確定

：由滾動軸承、擋油環及裝配關係等確定

：由裝配關係、箱體結構確定

：由高速小齒輪齒寬確定

：由箱體結構，軸承端蓋、裝配關係等確定

2、中間軸

1）中間軸各軸段的直徑確定

：最小直徑處滾動軸承軸段，因此.滾動軸承選取6009 d×d×b=45mm×75mm×16mm。

：低速小齒輪軸段取

：軸環，根據齒輪的軸向定位要求取

: 高速大齒輪軸段取

：滾動軸承段

2）中間軸各軸段長度的確定

：由滾動軸承，擋油盤及裝配關係取

：由低速小齒輪齒寬取

：軸環取

：由高速大齒輪齒寬取

： 3、低速軸

低速軸各軸段的直徑確定

：滾動軸承軸段，因此.滾動軸承選取6010 d×d×b=50mm×80mm×16mm。

：低速大齒輪軸段取

：軸環，根據齒輪的軸向定位要求取

: 過度段取，考慮擋油盤的軸向定位取

：滾動軸承段

：封密軸段處，根據聯軸器的定位要求以及封面圈的的標註，取

：最小直徑，安裝聯軸器的外伸軸段

2）低速軸各軸段長度的確定

：由滾動軸承、擋油盤以及裝配關係等確定取

：由低速大齒輪齒寬取

：軸環取

：由裝配關係和箱體結構取

：滾動軸承、擋油盤以及裝配關係

：由箱體結構，軸承端蓋、裝配關係等確定

： 1、低速軸的受力分析

圓周力、徑向力、軸向力大小如下：

2、低速軸的受力情況如下圖所示

3、求垂直面的支承反力

4、求水平面的支承反力

5、繪製垂直面的彎距圖如下圖所示

=364.34×0.0595=

=731.74×0.1195=

6、繪製水平面的受力與彎距圖如下圖所示

7、求合成彎距

8、危險截面的當量彎距

由下圖可見，截面a-a最危險，其轉距

當量彎距

如認為軸的扭切應力是脈動迴圈變力，取折合係數=0.6，代入上式

9、計算危險截面處軸的直徑

軸的材料為45鋼，調質處理，由教材14-1查得=650 mpa，由表14-3查得=60mpa

≥＝考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值增大5%，故d=1.05×38.02=39.92mm<44mm

故軸符合強度要求。

高速軸上只有安裝聯軸器的鍵。根據安裝聯軸器處直徑d=38㎜，通過查《機械設計基礎課程設計》表10-33選擇普通平鍵。選擇的鍵尺寸：

b×h=12×8 （t=5.0，r=0.25）。

標記：鍵12×8 gb/t1096-2003。鍵的工作長度l=44mm,鍵的接觸高度k=0.

5h=0.5×8=4mm，傳遞的轉矩。

按表6-2差得鍵的靜連線時需用應力則

所以高速軸上的鍵強度足夠。

中間軸上的鍵是用來安裝齒輪的，因此選用圓頭普通平鍵。因為高速大齒輪齒寬b=40mm ，軸段直徑d=48mm，所以通過查《機械設計基礎課程設計》表10-33選用b×h =14×9（t=5.5，r=0.

25），標記：鍵14×9gb/t1096-2003 。低速小齒輪齒寬b=70 ，軸段直徑d=48，所以選用b×h=14×9（t=5.

5，r=0.25），標記：鍵14×9 gb/t1096-2003 。

由於兩個鍵傳遞的轉矩都相同，所以只要校核短的鍵。短鍵的工作長度l=36m,鍵的接觸高度k=0.5h=0.

5×9=4.5mm，傳遞的轉矩則

故軸上的鍵強度足夠。

低速上有兩個鍵，乙個是用來安裝低速級大齒輪，另乙個是用來安裝聯軸器。齒輪選用圓頭普通平鍵，齒輪的軸段的直徑d=95mm，輪寬b=130mm ，通過查表《機械設計基礎課程設計》表10-33選用b×h=14×9（t=5.5，r=0.

25）標記：鍵14×9gb/t1096-2003 。鍵的工作長度 l=59mm,鍵的接觸高度k=0.

5h=0.5×9=4.5mm，傳遞的轉矩則

故安裝齒輪的鍵強度足夠。

安裝聯軸器的鍵用單圓頭普通平鍵，軸直徑d=45mm，所以選鍵b×h=14×9。標記：鍵14×9 gb/t1096-2003。

鍵的工作長度 l=78mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×=4.

5mm，傳遞的轉矩則

故選的鍵強度足夠。

根據載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由高速軸的設計，根據，查《機械設計基礎課程設計》表10-35選軸承型號為6009。

根據載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由中間軸的設計，根據，查《機械設計基礎課程設計》表10-35選軸承型號為6009。

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